Đồ án CTM Hộp Khai Triển

Đồ Án Chi Tiết Máy HGT phân đôi cấp chậm, các bạn tải về và thay số là làm dễ dang nhé.Đồ Án Chi Tiết Máy HGT phân đôi cấp chậm, các bạn tải về và thay số là làm dễ dang nhé.Đồ Án Chi Tiết Máy HGT phân đôi cấp chậm, các bạn tải về và thay số là làm dễ dang nhé.Đồ Án Chi Tiết Máy HGT phân đôi cấp chậm, các bạn tải về và thay số là làm dễ dang nhé.

KHOA CƠ KHÍ - ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

BỘ MÔN THIẾT KẾ CƠ KHÍ

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Giáo viên hướng dẫn: Th.S Bùi Thanh Hiền

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG CHO XÍCH TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU :

Sơ đồ khai triển trạm dẫn động

Khối lượng yêu cầu

1 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của

t

3 Mỗi sinh viên 01 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A3 do giáo viên hướng dẫn chỉ định.

4 Các thành viên trong nhóm tự thảo luận phân công nhiệm vụ cho từng người; đảm bảo mỗi thành viên chủ động hoàn thành các phần công việc của mình đồng thời thực hiện kiểm tra chéo số liệu tính toán, tra cứu và số liệu vẽ của thành viên khác Điểm đánh giá từng thành viên bao gồm điểm chung của nhóm và điểm đánh giá riêng trách nhiệm được giao.

Giáo viên hướng dẫn

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Với thị trường hiện nay việc chọn động cơ là điều không quá khó khăn, để chọnđộng cơ phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế, cho hiệu quả cao nhất,thì cần phải lắm rõ một số loại động cơ phổ biến

Sau đây là một vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường:

+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị sốmômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảochiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phảităng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bịvận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

Động cơ một pha: có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình.

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và không đồng bộ.

So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm

hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đốiphức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúngđược dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặtchẽ trị số không đổi của vận tốc góc

Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch:

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong

một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện mở máy thấp nhưng hệ số cosφ thấp,giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp

để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm là kết cấu đơn giản,

giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổidòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ,không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc, ta chọn Động

cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch.

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi động

cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, điều kiện sauphải thoả mãn:

P �P (kW) (1.1)

Trong đó: - P : Công suất định mức của động cơ dm dc

- P : Công suất đẳng trị trên trục động cơ dt dc

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:

Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên : P dt dc P lv dc

�



(kW): Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Trong đó : - P : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác lv ct

- � : Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

Với : -br 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (2 cặp)

-d 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai

-ol 0,99 : Hiệu suất các cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

- kn 1,0 : Hiệu suất khớp nối (1 khớp nối)

p



Trong đó : f –tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz);

p- số đôi cực từ ; p=1;2;3;4;5;6

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 750, 600 và

500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên Do vậy, trong các hệ dẫn động

cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph)

Xác định số vòng quay đồng bộ như sau:

- Số vòng quay của trục công tác được xác định theo công thức:

ct

�

(v/ph)-Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ n db 1500(v/ph) (kể đến sự trượt n db 1450v/ph); Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u được xác định: sb

u  � : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.

- u nd d 1,5 4� : Tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền đai.

Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính tiến hành tra bảng P1.3[1] chọn động cơ

có công suất định mức thỏa mãn điều kiện (1.1) và có số vòng quay đồng bộ của động cơ n đã xác định thành lập bảng sau : db

Bảng 1.1 Thông số của máy 4A132S4Y3

Kiểu động

cơ

Côngsuất(KW)

Vận tốcquay(v/ph)

cos % max

dn

T T

k dn

T T

4A132S4Y

3

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức

ỳ của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:

T là mô men khởi động và mô men danh nghĩa của động cơ (tra bảng động

cơ)

- P bd dc : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).

Xác định công suất mở máy của động cơ:

� ( Thỏa mãn điều kiện 1.5.1).

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Trong quá trình làm việc tải trọng không đổi vì vậy không cần kiểm tra điều kiệnquá tải cho động cơ

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống u� xác định theo:

dc ct

n u n

�

Trong đó : n - Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph); dc

n - Số vòng quay của trục công tác (v/ph) ct

1455

16,6587,41

dc ct

Với: u ng - Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp.

u - Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp h

2.1 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

(0,1 0,15)

u  � u

1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8, 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00theo [1]

h ng

u u u

Ta có:

Tỷ số truyền cấp nhanh: u1�0,825.3 u h2 0,825 11,893 2 4,3

�Tỷ số truyền cấp chậm: 2 1

11,89 2,774,3

h

u u u

3.Xác đinh thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau : chỉ số “dc” ký hiệu trục động cơ, các chỉ số “I”, ”II”, “III” chỉ trục số I, II, III

3.1 Xác định công suất trên các trục

Ta có P dc P lv dc 6,67(kW)

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

I II

II III

III ct

i

P T

n



Tính toán Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục động cơ:

1455

dc dc

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.

1.Chọn loại đai và tiết diện dây đai

• Các loại đai thường dùng trong hệ thống dẫn động cơ khí :

- Đai dẹt.

- Đai thang.

- Đai hình lược.

- Đai răng.

� Dựa vào ưu, nhược điểm của từng loại đai ta chọn loại đai tiết diện đai hình

thang Do bề mặt làm việc là hai mặt hai bên tiếp xúc với các rãnh hình thangtương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớnhơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn Làm việc ổn định, êm hơnđai dẹt Đai thường được sử dụng với vận tốc v<25(m / s) và được sử dụng phổbiến hiện nay

•Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động(hệ dẫn động băng tải) vàđặc tính,phạm vi sử dụng của loại động cơ.Dựa vào hình 4.1 [1] vớidc

lv

P =6,67(kW)

và n = 1455(v/ph) ta chọn loại đai tiết diện hình thangƂ

• Ta nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm lại có sức bền và tính đàn hồi cao) Đai vải cao su thích hợp

ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

6,67 1455

2 Xác định kích thước và thông số của bộ truyền

400

1,44.(1 ) 280.(1 0,01)

t

d u

2.4 Xác định chiều dài đai

- Theo công thức 4.4[1] ta xác định chiều dài đai l:

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15[1]:

1 3

21,33

9,52( )2240.10

C C C





(2.12)Trong đó:

- P1 P dc 6,67( W)k công suất trên bánh chủ động.

C  hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra bảng 4.17[1]).

[ ] 7,6P o  trị số công suất cho phép (tra bảng 4.19[1]).

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu xác định theo công thức 4.19[1]:

�

- Lực tác dụng lên trục xác định theo công thức 4.21:

0 1

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

• Bộ truyền bánh răng đã cho là bộ truyền bánh răng trụ Dựa vào các tiêu chí kỹthuật, kinh tế ta thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cho hộp giảm tốc.Do:

- Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm vớiđường sinh một góc  nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thờitrong vùng ăn khớp luôn có ít nhất hai đôi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc

êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng

- Tiết kiệm được chi phí chế tạo so với bánh răng chữ V

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

1 Chọn vật liệu

Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyềnbánh răng nói riêng

Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB  350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thểcắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt vàbánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau Tra bảng 6.1[1] ta được:

Kích thước S,

mm, không lớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bền b

MPa

Giới hạn chảy ch

MPa

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép  H và

ứng suất uốn cho phép  F :

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép  H được xác định theo công thức 6.1[1] :

-Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng V

-K : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng xH

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z Z K R .V xH 1

- lim

o H

 : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

Tra bảng 6.2[1]: olim 2 70

   (2.19) -Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1245(HB)

-S : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc H

Tra bảng 6.2[1]: S H 1,1

-K : Hệ số xét đến tuổi thọ HL

Theo công thức 6.3[1]:

H HO m

HL

HE

N K

N



(2.20) Trong đó: - m : bậc của đường cong mỏi H

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

-n : Số vòng quay trong trong 1 phút

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

lim1

560[ ] ( ) .1.1 509,09( )

1,1

o H

ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

lim 2

530[ ] ( ) .1.1 481,82( )

1,1

o H

Thỏa mãn điều kiện

2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép  F được xác định theo công thức 6.2[1] :

- Y : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng R

- Y : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất S

- K : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn xF

-Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: .Y Y K R S xF 1

- K : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều FC K FC  )1

FE

N K

N



(2.26) Trong đó: - m : bậc của đường cong mỏi F

( Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N FE  N HE)

ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1

� Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

lim1

441[ ] 1.1.1 252( )

ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1

� Ứng suất uốn trên bánh lớn:

lim 2

414[ ] 1.1.1 236,57( )

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

2.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện

Theo công thức 6.13[1]: [H]max 2,8ch (2.27)Trong đó: - ch: Giới hạn chảy.

Tra bảng 6.1[1] ta có:

1 2

580( )450( )

ch ch

MPa MPa

2.3.2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Trường hợp HB�350 do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:

- T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= =TI 58258,04(N.mm)

- u: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 4,3

- [H]: ứng suất tiếp xúc cho phép [  H] 495, 46(MPa).

-

w1 1

w1

ba

b a

 

: Hệ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục

Tra bảng 6.6[1]: Chọn ba10,3 (vị trí bánh răng không đối xứng với các cặp ổlăn)

- K H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6.16[1] ta có:

10,53 .( 1) 0,53.0,3.(4,3 1) 0,843

Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế,

sau khi tính được khoảng cách trục aw1 có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để tính

mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1

Theo bảng 6.8 [1]chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2 (mm).1

3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng của răng và hệ số dịch chỉnh

a, Xác định số răng:

Giữa khoảng cách trục aw1, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theocông thức 6.18[1]:

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ

� 9 410 ' Thỏa mãn: 80 � � 200

• Tính tỷ số truyền thực tế:

2 1 1

112

4,3126

t

Z u Z

3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Bảng 3.2 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ST

T

Thông số Ký hiệu Công thức Gía trị

.os

m Z d

c 



1 2 2

1

.os

m Z d

a d

5 Đường kính vòng

chân

1

f d

2

f d

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện6.33[1]:

1

2 1

b H

tw

Cos Z

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:

2 9 5

1,752.20 11

H

cos Z

- K H: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H  K H.K H.K Hv (2.49)

Với: K H 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

w w1 1

1

2 .

H Hv

v b d K

T K  K 

 

(2.50)Với v theo công thức 6.42[1] H

w1 1

2,39.42.52,73

2 2.58258,04.1,13.1,16

H Hv

v b d K

2

2 .( 1)

2.58258,04.1,36.(4,31 1) 274.1,75.0,77 476,93( )

- ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, độ nhám đạt được: Ra = 2,51,25 m do đó ZR = 0,95;

Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc

ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:

w1 w 2 (5 10)( )

Vậy ta xác định được: b w1  44 (5 10) (49 54)(  �  � mm)

�Chọn bw1  52(mm)

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượtquá một giá trị cho phép

Trong đó: -T 1: Momen xoắn bánh chủ động (T 1 = T I = 58258,04(N.mm))

112

116,93cos (cos9 41 )

1

2

F Fv

F F

v b d K

w 2 1 1

1 2

� � Thỏa mãn điều kiện bền uốn.

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy ) với hệ

số quá tải:

max

qt

T K

T



(2.63)Trong đó : - T : Mômen xoắn danh nghĩa

- Tmax: Mômen xoắn quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứngsuất uốn cực đại

Có thể lấy Kqt = Kbd = 1,7

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại H max

không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[I]:

Theo công thức 2.27:[H]max 2,8ch

 H max min��     H1 ; H2 �� H2 2,8.ch2 2,8.450 1260( MPa)(2.65)

Vậy ta xác định được;

 

ax

ax476,93 1,7 621,84( )

m

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn

cực đại F max tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép:

Trong đó:

1 2

F F

MPa MPa

MPa MPa

� Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải

3.2.7 Các thông số và kích thước bộ truyền

9 Đường kính vòng chia d1

2

d

52,53(mm)226,26(mm)

10 Đường kính vòng lăn dw1

w 2

d

52,73(mm)227,26(mm)

11 Đường kính vòng đỉnh d 1 56,53(mm)

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau

Tra bảng 6.1[I] ta được:

Kích thước S,

mm, không lớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bền b

MPa

Giới hạn chảy ch

2 Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép  H và

ứng suất uốn cho phép  F :

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép  H được xác định theo công thức 6.1[1] :

- K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z Z K R .V xH 1

- lim

o H

 : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

Theo công thức 6.3[1]:

H HO m

HL

HE

N K

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)

- n : Số vòng quay trong trong 1 phút

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

lim3

560[ ] ( ) .1.1 509,09( )

- N HO4 30.H HB2,4130.2302,4 13972305,13 Bắt đầu từ NH04 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song vớitrục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khitính ra được NHE4> NHO4, ta lấy NHE4 = NHO4 để tính, do đó KHL4 = 1.

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

lim 4

530[ ] ( ) .1.1 481,82( )

1,1

o H

Thỏa mãn điều kiện

2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép  F được xác định theo công thức 6.2[1] :

lim[ ] ( )

o F

- Y S : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- K xF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Y Y K R .S xF 1